5、验算带长
一般中心距a0取值范围：
0.7（dd1+dd2）<=a0<=2（dd1+dd2）
395.5<=a0<=1130
初定中心距a0=500mm
Ld0=2a0+3.14（dd1+dd2）/2+（dd2+dd1）2/4a0
=2x500+3.14x（140+425）/2+（425-140）2/4x500
=1927.66mm
由表10-2选取相近的Ld=2000mm
6.确定中心距
中心距取大些有利于增大包角，但中心距过大会造成结构不紧凑，在载荷变化或高速运转时，将会引起带的抖动，从而降低了带传动的工作能力，若中心距过小则带短，应力循环次数增多，使带易发生疲劳破坏，同时还使小带轮包角减小，也降低了带传动的工作能力，确定中心距
a=a0+（Ld1–Ld2）/2=536mm
amin=a-0.015Ld=506mm
amax=a+0.03Ld=596mm
7、验算小带轮包角要求a1>120。
若a1过小可以加大中心距，改变传动比或增设张紧轮，a1可由下式计算
a1=180。
-[57.3x（dd2-dd1）/a]=149。
a1>120。
故符合要求
8、单根V带传动的额定功率根据dd1和n查图10-11得：
P1=1.4kw
9、单根V带额定功率增量根据带型及i查表10-5得：
ΔP1=0.09kw
10、确定带的根数为了保证带传动不打滑，并具有一定的疲劳强度，必须保证每根V带所传递的功率不超过它所能传递的额定功率有
查表得10-6:
Ka=0.917查表得10-7:
Kl=1.03
Z=Pc/[（P1+ΔP）KaKl]=4.68
所以取Z=5
11、单根V带初拉力查表10-1得q=0.10kg/m
F0=500[（2.5/Ka）-1]（Pc/zv）+qv2=218N
12、作用在轴上的力为了进行轴和轴承的计算，必须求出V带对轴的压力FQ
FQ=2ZF0SIN（a1/2）=2100.7N
13、注意事项
※检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系，带轮直径与电动机的中心高应相称，带轮轴孔的直径，长度应与电动机的轴直径长度对应，大带轮的外圆半径不能过大，否则回与机器底座相互干涉等。
※带轮的结构形式主要取决于带轮直径的大小，带轮直径确定后应验算实际传动比和带轮的转速。
（2）齿轮传动的设计计算
已知i=3.5n1=240r/min传动功率p=3.97
两班制，工作期限10年，单向传动载荷平稳
1、选材料与热处理。
所设计的齿轮属于闭式传动,通常才用软齿面的钢制齿轮,小齿轮为45号钢,调质处理，硬度为260HBW，大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS，硬度差为45HBS较合适。
2、选择精度等级，输送机是一般机械，速度不高，故选择8级精度。
3、按齿面接触疲劳强度设计。
本传动为闭式传动，软齿面，因此主要失效形式为疲劳点蚀，应根据齿面接触疲劳强度设计，根据式（6-41）
d1>（671/［σH］）2kT1（i+1）/
1）载荷因数K.
圆周速度不大,精度不高,齿轮关于轴承对称布置,按表6-9取K=1.2.
2）转矩T
T=9.55X106XP/n1=9.55x106X3.97/240=160000N·mm
3）弯曲后减切应力［σH］
据式（6-42）
σH］=σHmin/SHmin·zN
由图6-36查得.σHlim1=610Mpa,Hlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数ZN按一年300工作日，两班制工作每天16小时，由公式N=60njth算得
N1=60X240X10X300X16=0.69X109
N2=N1/i=0.69X109/3.5=0.19X109
查图6-37中曲线：
ZN1=1.02
ZN2=1.12
按一般可靠性要求，取SHmin=1
［σH1］=σHlim1xZn1/SHmin=610x1.02/1Mpa=622.2Mpa
［σH2］=σHlim2xZn2/SHmin=500x1.12/1Mpa=560Mpa
4）计算小齿轮分度圆直径d1
查表取6-11齿宽系数1.1
d1>=（671/［σH］）2kT1（i+1）/i
=68.6mm
取d1=70mm
5）计算圆周速度V
V=3.14n1d1/60x1000=3.14x240x70/60x1000=0.879m/s
因V<6m/s，故去取8级精度合适。
4、确定主要参数，计算主要几何尺寸。
取小齿轮齿数为
Z1=20Z2=ixZ1=70
m=d1/Z1=3.5mm
取标准模数m=3.5mm
分度圆直径
d1=mz1=3.5x20=70mm
d2=mz2=3.5x70=245mm
1）中心距aa=（d1+d2）/2=157.5mm
2）齿宽bb=1.1x70=77mm
取b2=77mm则b1=5+b2=77+5=82mm
3）齿顶高haha=ha*m=3.5mm
齿根高hfhf=（ha*+c*）m=1.25x3.5=4.375
5、校核弯曲疲劳强根据式（6-44）
σbb=2kT1/bmd1·YFS
1）复合齿形因数YFS如图6-39得，YFS1=4.35，YFS2=3.98
2）弯曲疲劳许用应力
［σbb］=σbblim/SfminxYN
由图6-40的弯曲疲劳极限应力
σbblim1=σbblim1=490Mpa
σbblim2=410Mpa
由图6-41得弯曲疲劳寿命系数YN；YN1=1（N1＞N0，N0=3x106）
YN2=1（N2＞N0,N0=3x106）
弯曲疲劳的最小安全SFmin，按一般可靠性要求，取SFmin=1，
计算得弯曲疲劳许用应力为：
［σbb1］=σbblim1xYN1/SFmin=（490/1）X1=490Mpa
［σbb2］=σbblim2xYN2/SFmin=（410/1）X1=410Mpa
3）校核计算：
σbb1=2kT1/bmd1·YFS1=2X1.2X160000X4.35/82X3.5X70
=83.15＜［σbb1］
σbb2=2kT1/bmd1·YFS2=2X1.2X160000X3.98/77X3.5X70
=81＜［σbb2］
故弯曲疲劳强度足够.
六、轴的计算
1、Ⅱ轴的设计
（1）选择轴的材料,确定许用应力.
选用轴的材料为45号钢,调质处理,查表12-1知
σb1=σb2=650Mpa,σS1=σS2=360Mpa,查表12-6可知
［σ+1］bb=215Mpa［σ0］bb=102Mpa,［σ-1］bb=60Mpa
（2）按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相连接,从结构要求考虑输入端轴径应最小,最小直径为:
查表12-5可得,45钢取C=118,则
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=48mm
（3）齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩为
T=9.55X106XP2/n2=9.55X106X3.80/68.6=530000N·mm
齿轮作用力：
圆周力FT=2T/d2=2x530000/245=4326.5N
径向力Fr=
=4326.5Xtan20=1574.7N
轴向力Fa=0
（4）、轴的结构设计
轴结构设计时,需同时考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例
绘制轴承结构草图.
1、确定轴上零件的位置及固定方式
单级齿轮减速器,将齿轮布置在箱体内壁的中央,
轴承对称布置在齿轮两边,轴外伸端安装联轴器。
齿轮靠轴环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两段
轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定；轴通过两端轴承实现轴向
定位；靠过盈配合分别实现轴向定位和周向固定。
2.确定各段轴的直径。
将估算轴直径d=48mm作为外伸直径d1，与联轴器相配合，
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=51mm,齿轮和右端轴承
从右端转入，考虑装拆方便及零件固定的要求，装轴承处轴径d3应大于d2，考虑
滚动轴承直径系列，取d3=55mm，为便于齿轮装拆，与齿轮配合处轴径d4应大于
d3，取d4=57mm，齿轮左端用轴环固定，右端用套桶定位，轴环直径d5，满足齿轮
定位的同时，还应满足左侧轴承的安装要求，根据选定轴承型号，确定左端轴承型
号与右端轴承型号相同，取d6=55mm。
3.选取轴承型号，
初选轴承型号为深沟球轴承，代号为6011，查手册可得轴承宽度
B=18mm
4.确定各端轴的长度
综合考虑轴上零件的尺寸B与减速器箱体尺寸的关系，确定各段轴的长度。
5轴的结构简图
（5）校核轴的强度
1、画出计算简图计算支反力和弯距，由轴的结构简图可以确定轴承支点跨矩，唷扑此可画出轴的受力简图。
水平支反力FRBX=FRDX=Ft/2==4326.5/2=2163.3N
水平面弯矩MCH=FRBXX70=151427.5N·mm
垂直面支反力FRBZ=FRDZ=FR/2=787.4N
垂直面弯矩MCV=FRBZX70=55115N·mm
合成弯矩
2、计算当量弯矩Me
转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为
a=［σ-1］bb/［σ0］bb=60/102=0.59
最大当量弯矩
3、校核轴径由当量弯矩图可知C剖面当量弯矩最大为危险面
校核该截面的直径
考虑该截面上键槽的影响，直径增加3%，则d=1.03x39=40mm
结构设计确定的直径为55mm，强度足够。
2、Ⅰ轴的设计
1）选择轴的材料,确定许用应力.
选用轴的材料为45号钢,调质处理,查表12-1知σb1=σb2=600Mpa,
σS1=σS2=300Mpa,查表12-6可知［σ+1］bb=200Mpa
［σ0］bb=95Mpa,［σ-1］bb=55Mpa
（2）按扭转强度估算轴的最小直径
取d=31mm
（3）齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩为
T=9.55X106XP/n=160000N·mm
齿轮作用力：
圆周力FT=2T/d1=2x160000/70=4571N
径向力Fr=
=1664N
轴向力Fa=0
4）、轴的结构设计
1、轴结构设计时
需同时考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例
绘制轴承结构草图.确定轴上零件的位置及固定方式,单级齿轮减速器,将齿轮布置在箱体内壁的中央,。
轴承对称布置在齿轮两边,
2.确定各段轴的直径。
将估算轴直径d1=31，取第二段直径为d2=35mm,，考虑装拆方
便及零件固定的要求，装轴承处轴径d3应大于d2，考虑滚动轴承直径系列，取
d3=40mm，考虑轴承定位取d4=52上面有齿轮，一体式。
根据选定轴承型号，确定左端轴承型号与右端轴承型号相同，取d5=40mm。
3、选择轴承型号初选型号为深沟求轴承代号6008
4、画出轴的结构草图
5校核轴的强度
1画出计算简图计算支反力和弯距，由轴的结构简图可以确定轴承支点跨矩，唷扑此可画出轴的受力简图。
水平支反力FRBX=FRDX=Ft/2=4571/2=2286N
水平面弯矩MCH=FRBXX70=160020N·mm
垂直面支反力FRBZ=FRDZ=FR/2=1664/2=832N
垂直面弯矩MCV=832X70=58240N·mm
合成弯矩
2、计算当量弯矩Me
转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为
a=［σ-1］bb/［σ0］bb=55/95=0.58
最大当量弯矩
3、校核轴径由当量弯矩图可知C剖面当量弯矩最大为危险面
校核该截面的直径
结构设计确定的直径为50mm，强度足够。
七、轴承的校核
1.Ⅰ轴轴承的选择
由任务知减速器采用的是一级圆柱齿轮减速器，载荷的方向只有径向力和圆周力，无轴向力，故可以选用比较廉价的深沟球轴承60000型。
再由轴的结构可知，轴承的内径为40mm。
即内径代号08.故初选6008，因为无轴向力，故载荷P就等于轴承承受的Fr由轴受力图可得。
1.Ⅱ轴轴承的选择
由轴承一选择的思路可初选轴承型号为6011因为无轴向力，故载荷P就等于轴承承受的Fr由轴受力图可得。
八、联轴器的校核
弹性柱销联轴器
选择联轴器类型，为缓和振动和冲击，选择弹性柱销联轴器
选择联轴器型号，计算转矩，由表15-1查取K=1.4，
按式计算
九、键联接的选择与计算
1、大齿轮与轴的配合d=57mm取普通平键联接键
σP=4T/dhl=194.
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